某中速柴油機(jī)機(jī)內(nèi)凈化技術(shù)模擬

何爽，杜寶國(guó)，付垚，崔靖晨，隆武強(qiáng)，劉艷朝

(1.大連理工大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，遼寧大連116024;2.中國(guó)北車集團(tuán)大連機(jī)車車輛有限公司，遼寧大連116024)

船舶柴油機(jī)排放污染嚴(yán)重，國(guó)際海事組織對(duì)此高度重視。2008年定義了包括3個(gè)級(jí)別的IMO船用柴油機(jī)排放法規(guī)體系。2011年已全球?qū)嵤㏕ier II法規(guī)，Tier III法規(guī)將于2016年1月1日在北美和美國(guó)加勒比海排放控制區(qū)部分實(shí)施。Tier III排放法規(guī)要求NOx排放比Tier I排放法規(guī)降低80%。各大船用柴油機(jī)制造廠商都相繼開(kāi)展降排放研究，旨在尋求高效、可行的滿足Tier III排放法規(guī)的最佳技術(shù)路線。在上述背景下，針對(duì)某大功率中速柴油開(kāi)展模擬研究。提出以“中等 Miller［1］循環(huán)+中度EGR［2－5］率”的技術(shù)路線使柴油機(jī)在E3循環(huán)工況下滿足IMO Tier III排放法規(guī)，同時(shí)抑制NOx和碳煙排放［6－7］。

1 模型建立與驗(yàn)證

研究是在1臺(tái)16缸V型增壓中冷柴油機(jī)上進(jìn)行。參數(shù)見(jiàn)表1。以一維計(jì)算得到的進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻缸內(nèi)的溫度、壓力作為三維計(jì)算的初始條件。應(yīng)用AVL Fire v2008軟件對(duì)缸內(nèi)過(guò)程進(jìn)行分析。

表1 柴油機(jī)參數(shù)Table 1 Parameter of the engine

1.1 一維計(jì)算模型建立

應(yīng)用AVL Boost軟件建立16V240柴油機(jī)計(jì)算模型，如圖1。圖中模型包括雙級(jí)渦輪增壓和內(nèi)部EGR回路。驗(yàn)證模型只采用虛線框以外的部分。

圖1 計(jì)算模型Fig.1 Computational model

以該型柴油機(jī)E3循環(huán)工況下的臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)標(biāo)定模型，驗(yàn)證模型可靠性。E3工況點(diǎn)見(jiàn)表2。

表2 16V240型柴油機(jī)的E3循環(huán)工況Table 2 E3 cycle conditions for 16V240 diesel engine

表3對(duì)比額定工況下主要性能參數(shù)的模擬值和實(shí)驗(yàn)值，模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差在工程計(jì)算允許范圍內(nèi)。驗(yàn)證其他工況，該計(jì)算結(jié)果具有可靠性，驗(yàn)證了模型準(zhǔn)確性，在全工況范圍內(nèi)具有普適意義。

表3 額定工況下各性能參數(shù)實(shí)驗(yàn)值與模擬值對(duì)比Table 3 Comparison of the performance parameters between the experiment and simulation values under rated condition

1.2 三維計(jì)算模型建立

實(shí)驗(yàn)柴油機(jī)的噴嘴為8個(gè)噴孔圓周方向均勻分布。為節(jié)省計(jì)算周期，采用1/8模型。上止點(diǎn)的燃燒室計(jì)算網(wǎng)格如圖2所示，網(wǎng)格數(shù)量25 669個(gè)。

三維CFD計(jì)算中湍流模型采用k－ζ－f四方程模型［9］。壁面邊界層處理采用復(fù)合壁函數(shù)。噴霧破碎模型采用KH－RT模型［10］。噴霧與壁面碰撞模型采用 Naber－Reitz模型［11］。油滴蒸發(fā)模型采用Dukowicz模型［12］。液滴與壁面相互作用模型使用Walljetl模型［13］;油粒與湍流渦團(tuán)的相互作用采用Gosman－Ioannides隨機(jī)湍流擴(kuò)散模型［14］。燃燒模型采用ECFM－3Z模型［15］。NOx排放模型采用Zeldovich模型，顆粒物生成則選擇的是Kennedy/Hiroyasu/Magnussen模型［16］。

圖3和圖4所示為缸內(nèi)壓力曲線和E3循環(huán)工況下NOx的實(shí)驗(yàn)值和模擬值對(duì)比。

圖2 上止點(diǎn)燃燒室網(wǎng)格Fig.2 Computational grid of combustion chamber at TDC

圖3 缸內(nèi)壓力曲線Fig.3 In-cylinder pressure curve

圖4 E3循環(huán)工況NOx排放試驗(yàn)值與模擬值對(duì)比Fig.4 NOxemission of E3 test cycle condition compared with simulation value

從圖3、4可知二者吻合較好，最大相對(duì)誤差0.56 MPa。NOx總體趨勢(shì)反映了柴油機(jī)的排放情況。說(shuō)明該模型在全工況范圍內(nèi)具有準(zhǔn)確預(yù)測(cè)NOx排放的能力。

2 結(jié)果分析

2.1 Miller循環(huán)模擬結(jié)果分析

在原機(jī)進(jìn)氣正時(shí)(310～580°CA)的基礎(chǔ)上，將進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻提前，計(jì)算6組Miller循環(huán)方案，表3給出Miller正時(shí)對(duì)有效壓縮比、增壓比和進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻缸內(nèi)的平均溫度的影響(M20代表進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻為20°CA BTDC)。各方案保持輸出功率與原機(jī)一致，以便在同一基準(zhǔn)下對(duì)比排放。有效壓縮比隨Miller正時(shí)的提前而降低。進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻提前使充入氣缸內(nèi)的充量降低，需要調(diào)整增壓比來(lái)保證進(jìn)氣量。M50～M70方案 的增壓比提高到5以上，需采用雙級(jí)渦輪增壓。隨Miller循環(huán)程度加深，原機(jī)進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻的缸內(nèi)平均溫度逐漸降低。

表4 Miller正時(shí)對(duì)柴油機(jī)性能參數(shù)的影響Table 4 Influence of Miller timing on performance parameters

圖5為Miller循環(huán)對(duì)NOx的影響。隨進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻提前，壓縮終點(diǎn)缸內(nèi)溫度降低，NOx降低幅度變大。M50和M60方案中進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻缸內(nèi)溫度在299～312 K，NOx降低幅度維持在27%左右。M70方案中NOx升高5.8%，是因?yàn)閴嚎s終點(diǎn)溫度降低，使滯燃期增加，此階段形成更多的預(yù)混合油氣，使燃燒峰值變大，如圖6所示。該時(shí)期缸內(nèi)溫度、壓力迅速升高，容易導(dǎo)致工作粗暴，同時(shí)削弱Miller循環(huán)降NOx的能力［17］。低程度Miller循環(huán)使碳煙降低5%。繼續(xù)增加Miller循環(huán)程度，缸內(nèi)壓縮終點(diǎn)溫度持續(xù)降低，對(duì)碳煙生成起到抑制作用。M60～M70方案中燃燒開(kāi)始時(shí)刻經(jīng)位于上止點(diǎn)后，碳煙降低幅度達(dá)到85%。圖7為Miller循環(huán)對(duì)爆發(fā)壓力和油耗率的影響。

圖5 Miller正時(shí)對(duì)NOx和碳煙的影響Fig.5 Influence of Miller timing on NOxand soot

圖6 Miller正時(shí)放熱率曲線對(duì)比Fig.6 Comparison curves of heat release rate under different Miller timing

圖7 Miller正時(shí)對(duì)爆發(fā)壓力和BSFC的影響Fig.7 Influence of Miller timing on firing pressure and BSFC

由理想氣體狀態(tài)方程可知，當(dāng)進(jìn)氣總質(zhì)量保持一致，在同一曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)刻，如果缸內(nèi)溫度下降，缸內(nèi)壓力也隨之下降。但M60和M70方案中預(yù)混合放熱峰值成倍增加，使壓力在該時(shí)期激增，導(dǎo)致爆發(fā)壓力升高。因此，爆發(fā)壓力隨Miller循環(huán)程度加深呈先下降后升高的趨勢(shì)。中度Miller對(duì)柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性影響不明顯。但M60和M70方案中滯燃期過(guò)長(zhǎng)，燃燒粗暴，導(dǎo)致油耗升高。從Miller循環(huán)程度加深的整體過(guò)程上來(lái)看，雖然預(yù)混合放熱峰值持續(xù)升高，M70方案預(yù)混合放熱峰值甚至是原機(jī)的10倍以上，但滯燃期比原機(jī)增加近17°CA，所以Miller循環(huán)對(duì)爆發(fā)壓力的影響不會(huì)太大。

2.2 高幾何壓縮比Miller循環(huán)模擬結(jié)果分析

為改善強(qiáng)Miller循環(huán)方案的冷啟動(dòng)和經(jīng)濟(jì)性，弱化預(yù)混合燃燒峰值急劇升高現(xiàn)象，在M50方案基礎(chǔ)上，計(jì)算4組高幾何壓縮比方案，見(jiàn)表4。

表5 高幾何壓縮比Miller方案Table 5 High geometry compression ratio of Miller cycle

圖8為高幾何壓縮比Miller循環(huán)方案的放熱率曲線。提高幾何壓縮比后，滯燃期縮短，預(yù)混合放熱峰值降低，使缸內(nèi)的最高燃燒溫度下降，高溫持續(xù)期縮短，有利于降低NOx。圖9為高幾何壓縮比Miller方案對(duì)NOx排放的影響。

圖8 高幾何壓縮比Miller循環(huán)放熱率對(duì)比Fig.8 Heat release rate of Miller cycle with high geometry compression ratio

圖9 高幾何壓縮比Miller方案對(duì)NOx排放的影響Fig.9 Influence of high geometry compression ratio Miller cycle on NOxemission

方案4中NOx降低27%，但預(yù)混合放熱峰值過(guò)高(見(jiàn)圖8)，使該時(shí)期局部溫度升高，削弱了Miller循環(huán)降低NOx的能力。而高幾何壓縮比可以有效控制預(yù)混合放熱量，使溫度緩慢升高，縮短高溫存在時(shí)間，有利于降低NOx。結(jié)果顯示M50方案提高幾何壓縮比后NOx排放進(jìn)一步下降，方案9中幾何壓縮比為15.4，NOx降低40.5%，Miller循環(huán)降低NOx的能力提高14%，同時(shí)碳煙降低21.7%。

圖10為高壓縮比Miller循環(huán)對(duì)油耗和爆壓的影響，方案9油耗降低3.8%。但提高壓縮比會(huì)使缸內(nèi)爆發(fā)壓力升高。因此將推遲噴油正時(shí)，使缸內(nèi)壓力盡可能降低到接近原機(jī)水平，同時(shí)進(jìn)一步降低NOx排放。保持柴油機(jī)動(dòng)力輸出不變，將方案9的噴油正時(shí)滯后6°CA，使NOx降低幅度提高到55.3%，且油耗略好于原機(jī)，爆發(fā)壓力比原機(jī)降低4.2%。

圖10 高壓縮比Miller循環(huán)對(duì)油耗和爆壓的影響Fig.10 Influence of high geometry compression ratio Miller cycle on firing pressure and BSFC

采用M50方案以上的Miller正時(shí)，需要配合雙級(jí)渦輪增壓器，增加柴油機(jī)的經(jīng)濟(jì)成本。同時(shí)過(guò)大的Miller正時(shí)使進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻缸內(nèi)溫度大幅度降低，滯燃期較長(zhǎng)，使更多的油氣混合氣在預(yù)混合燃燒階段燃燒。該階段放出的熱量會(huì)使缸內(nèi)溫度急劇升高，導(dǎo)致大量NOx排放在這一階段生成。另外，過(guò)低的壓縮終點(diǎn)溫度容易導(dǎo)致失火，降低了中低負(fù)荷工況下運(yùn)行的穩(wěn)定性，也會(huì)使柴油機(jī)冷啟動(dòng)困難。綜合考慮柴油機(jī)在全工況范圍內(nèi)的表現(xiàn)，采用M50方案，配合較高的幾何壓縮比和噴油正時(shí)滯后，可以使NOx排放降低50%～60%，且柴油機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性都可以維持原機(jī)水平。

2.3 EGR模擬結(jié)果分析

在方案9基礎(chǔ)上，將噴油正時(shí)滯后6°CA，增加高壓冷卻EGR回路，如圖1所示。模擬10%～30% EGR率的5組方案。模擬中保持增壓器的壓比不變。

圖11所示為恒定增壓比情況下EGR對(duì)排放的影響對(duì)比。結(jié)果顯示，EGR率達(dá)15%以上時(shí)，NOx比原機(jī)降低80%以上，可以滿足Tier III排放要求。由于燃燒速率減緩，爆發(fā)壓力也相應(yīng)下降，30%EGR方案比10%EGR方案降低0.39 MPa。但氧濃度大幅度下降，碳煙升高。EGR率超過(guò)20%時(shí)，碳煙升高趨于穩(wěn)定，相比原機(jī)最大升高幅度達(dá)66.3%。許多研究成果已經(jīng)驗(yàn)證低溫對(duì)碳煙生成的抑制作用。與傳統(tǒng)燃燒相比，低溫燃燒過(guò)程中聚核粒子增加，但總質(zhì)量降低［17］。繼續(xù)增加EGR氣體，缸內(nèi)溫度大幅降低，使初期生成的碳煙排量降低。但經(jīng)濟(jì)性會(huì)持續(xù)惡化［1］。通入30%的EGR廢氣，使油耗升高3.4%。如果進(jìn)一步提高EGR率，會(huì)使燃燒急劇惡化。

圖11 恒定增壓比情況下EGR對(duì)排放的影響Fig.11 Emissions of EGR with constant boost pressure

Maiboom等［1］在一臺(tái)直噴柴油機(jī)上采用冷卻EGR回路，改變?cè)鰤簤毫κ箍杖急群愣ā＝Y(jié)果顯示NOx仍隨EGR率升高而降低，EGR主要起到稀釋缸內(nèi)進(jìn)氣的作用，但會(huì)引起碳煙和油耗升高。當(dāng)提高增壓壓力維持空燃比不變時(shí)，EGR的作用主要體現(xiàn)在溫度效應(yīng)上，NOx和碳煙排放可以同時(shí)得到抑制，并且油耗不會(huì)惡化。圖12所示為過(guò)量空氣系數(shù)恒定的EGR對(duì)NOx和碳煙的影響。NOx下降趨勢(shì)不變，但碳煙得到明顯改善。EGR率增加到30%時(shí)，碳煙比原機(jī)降低20%。油耗僅比原機(jī)升高2.7%。

圖12 恒定過(guò)量空氣系數(shù)條件下EGR對(duì)排放的影響Fig.12 Emissions of EGR with constant excess air ratio

綜上所述，選擇M50方案，將幾何壓縮比提高到15.4，噴油正時(shí)滯后6°CA，并提高增壓器壓比，在保持過(guò)量空氣系數(shù)恒定的條件下，通入30%EGR廢氣，模擬計(jì)算E3循環(huán)的其他3個(gè)工況點(diǎn)。結(jié)果顯示該方案在其他3個(gè)工況下仍然可以有效控制缸內(nèi)溫度，降低NOx排放。通過(guò)各工況NOx加權(quán)系數(shù)計(jì)算出E3循環(huán)下總NOx排放下降約84%，滿足IMO Tier III排放法規(guī)。

3 結(jié)論

1)NOx排放隨Miller循環(huán)程度加深而降低，但由于缸內(nèi)溫度逐漸下降，滯燃期變長(zhǎng)，預(yù)混合燃燒峰值變大，使瞬時(shí)高溫區(qū)域增加，Miller正時(shí)提前50～60°CA后，NOx下降幅度趨于平穩(wěn)。繼續(xù)將Miller正時(shí)提前，會(huì)發(fā)生工作粗暴、失火等現(xiàn)象。

2)提高幾何壓縮比使預(yù)混合燃燒峰值降低，進(jìn)一步降低NOx;M50的Miller循環(huán)配合高幾何壓縮比和噴油正時(shí)滯后，使NOx降低50%～60%。碳煙也得到抑制。在此基礎(chǔ)上維持增壓比不變，通入15%EGR廢氣，NOx降低幅度達(dá)80%，但碳煙和油耗率明顯升高。

3)保證過(guò)量空氣系數(shù)恒定，M50方案匹配15%以上EGR率可使NOx降低80%以上。碳煙也隨增壓比升高而降低。30%EGR率情況下，碳煙排放比原機(jī)降低近20%。油耗惡化情況也有所改善。

4)“中度Miller循環(huán)+中度EGR”技術(shù)將是能夠滿足Tier III排放法規(guī)的技術(shù)路線。相比極限Miller循環(huán)和大EGR率，該技術(shù)路線降低了對(duì)增壓比的需求，降低了EGR技術(shù)在增壓柴油機(jī)上實(shí)施的難度。

［1］MAIBOOM A，TAUZIA X，HéTET J F.Experimental study of various effects of exhaust gas recirculation(EGR)on combustion and emissions of an automotive direct injection diesel engine［J］.Energy，2008，33(1):22－34.

［2］RAIPUT K，BARMAN J，GOSWAMI A，et al.Experimental and simulation study to optimize the venturi throat diameter for effective use of EGR rate to achieve BSIV［C］//8th SAEINDIA International Mobility Conference and Exposition and Commercial Vehicle Engineering Congress 2013(SIMCOMVEC).［S.l.］，2013.

［3］LAKHLANI H，BARMAN J，RAJPUT K，et al.Experimental study of EGR mixture design and its influence on EGR distribution across the cylinder for NOx－PM tradeoff［C］// 8th SAEINDIA International Mobility Conference and Exposition and Commercial Vehicle Engineering Congress 2013 (SIMCOMVEC).［S.l.］，2013.

［4］KIM Y，PARK C，KIM J，et al.The effect of low temperature EGR and low compression ratio on NOxreduction for EU6 diesel engine［C］//8th SAEINDIA International Mobility Conference and Exposition and Commercial Vehicle Engineering Congress 2013(SIMCOMVEC).［S.l.］，2013.

［5］MILLO F，BERNARDI M G，DELNERI D.Computational analysis of internal and external EGR strategies combined with Miller cycle concept for a two stage turbocharged medium speed marine diesel engine［J］.SAE International Journal of Engines，2011，4(1):1319－1330.

［6］POTTER M，DURRENTT R，MOTORS G.Design for compression ignition high－efficiency clean combustion engines［C］//Proceedings of the 12th Annual Directions in Engine－efficiency and Emissions Research(DEER)Conference.Michigan，USA，2006.

［7］AKIHAMA K，TAKATORI Y，INAGAKI K，et al.Mechanism of the smokeless rich diesel combustion by reducing temperature［C］//SAE 2001 World Congress.［S.l.］，2001.

［8］KIMURA S，AOKI O，KITAHARA Y，et al.Ultra－clean combustion technology combining a low－temperature and premixed combustion concept for meeting future emission standards［C］//SAE 2001 World Congress.［S.l.］，2001.

［9］HANJALI? K，POPOVAC M，HAD?IABDI? M.A robust near－wall elliptic－relaxation eddy－viscosity turbulence model for CFD［J］.International Journal of Heat Fluid Flow，2004，25(6):1047－1051.

［10］HUH K Y，GOSMAN A D.A phenomenological model of diesel spray atomization［C］//Proceedings of the international conference on multiphase flows.Tsukuba，Japan，1991:24－27.

［11］NABER J，REITS R D.Modeling engine spray/wall impingement［C］.SAE 1988 World Congress.［S.l.］，1988.

［12］DUKOWICZ J K.A particle－fluid numerical model for liquid sprays［J］.Journal of Computational Physics，1980， 35(2):229－253.

［13］LAUNDER B E，RODI W.The turbulent wall jet measurements and modeling［J］.Annual Review of Fluid Mechanics，1983，15(1):429－459.

［14］GOSMAN A D，IOANNIDES E.Aspects of computer simulation of liquid－fueled combustors［J］.Journal of Energy，1983，7(6):482－490.

［15］COLIN O，BENKENID A.The 3－Zones extended coherent flame model(ecfm3z)for computing premixed/diffusion combustion［J］.Oil and Gas Science and Technology，2004，59(6):593－609.

［16］HIROYASU H，KADOTA T，ARAI M.Development and use of a spray combustion modeling to predict diesel engine efficiency and pollutant emissions:Part 1 combustion modeling［J］.Bulletin of the Japan Society of Mechanical Engineers，1983，26(214):569－575.

［17］JUNG Y J，QI D H，BAE C.Assessment of soot particles in an exhaust gas for low temperature diesel combustion with high EGR in a heavy duty compression ignition engine［C］//8th SAEINDIA International Mobility Conference and Exposition and Commercial Vehicle Engineering Congress 2013(SIMCOMVEC).［S.l.］，2013.